【《东风载货车摩擦离合器主要零件的设计计算案例》3600字】

东风载货车摩擦离合器主要零件的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u32551东风载货车摩擦离合器主要零件的设计计算案例 171211.1压紧弹簧的设计计算 16151.1.1膜片弹簧基本参数的选择 1308711.1.2膜片弹簧的受力和变形 4146211.1.3膜片弹簧的强度计算 8275141.2扭转减振器 1184531.2.1扭转减振器的功用 11248791.2.2扭转减振器的结构类型 11272031.2.3扭转减振器主要参数选择 11282911.扭转减振器的极限转矩 111.1压紧弹簧的设计计算1.1.1膜片弹簧基本参数的选择1.的选择会影响弹簧的弹性特性，是碟簧内锥高，是其钢板厚度，为了保持最佳性能，范围是1.5<<2，取=1.714。通常在2～4之间，取1.5mm；所以=6mm[9]。图3-1对膜片弹簧弹性特性的影响2.和。大端半径需要根据摩擦片尺寸确定，对于应用于汽车上的膜片弹簧，范围为1.2～1.3，取1.25。取值大于摩擦片内径/2，近于摩擦片外径/2，所以取值范围97.5～175，取值=160mm，所以=128mm。1.圆锥底角是膜片弹簧处于自由状态时的参数，在10°～12°之间，取11°。4.小端半径和作用半径膜片弹簧小端半径和变速器第一轴的关系是，前者的最小值需要比后者花键外径大；然后是小端半径和分离轴承作用半径的联系是，前者比后者要小。所以结合第四章花键取值，分别暂取48mm和44mm。5.分离指分离指数目取值=18；=1.2～1.5mm取值1.3mm；=9～10mm取值9.5mm；半径要满足。所以有128-9.5=118.5mm，即小于等于118.5，取值115mm。6.支承圈根据前面求得的参数，支承圈平均半径取值133mm，是因为其要稍稍大于；压盘和膜片弹簧的接触半径取值为155mm，是因为该值必须稍微小于。7.弹簧工作点弹簧工作点选择,不同状态时膜片弹簧的工作位置不一样，如图3-2示无磨损离合器接合时为B点，横坐标取=(0.8～1)取0.9，这样就可以在以后处于磨损状态即A点的位置也可以正常工作，其最大磨损量。单片=2，范围是0.5～1mm，取0.75。分离时工作位置即，S为摩擦副间隙在0.75～1mm，取0.8mm。所以得=1.5。图3-2中M是凸点，T是拐点，N是凹点。图3-2膜片弹簧工作点位置图8.取值范围摩擦片会受到压紧力，此力是膜片弹簧作用的结果，为了使这个力分布均匀，需要满足下列条件，压盘的加载点半径范围[10]：(3-1)根据离合器弹簧的结构布置，膜片弹簧大端半径和压盘接触半径、支承加载半径和膜片弹簧小端半径、分离轴承作用半径和小端内半径需要在一定范围：(3-2)(3-3)(3-4)对于膜片弹簧采用的分离指，其要求杠杠比在合适范围，对于拉式：(3-5)所以经过计算，上述所有关于膜片弹簧参数的取值均符合要求，且是所设计的膜片弹簧优化参数取值。1.1.2膜片弹簧的受力和变形膜片弹簧兼顾了分离杠杆和压紧弹簧的功能。是因为碟簧部分的存在改变了弹簧具有的线性特性，其内锥高以及本身的钢板厚度不同是影响该特性的关键。两个因素取值不同具有的弹性特性也不同。碟形弹簧大小端受压时，且载荷和变形有关系式[11]：(3-6)代入各数值，可得≈4.6153-81.072+445.3475。注－系数，，；－弹性模量，对于钢=21×104MPa；－弹簧的内锥高mm；－波桑比，钢材取0.3；－弹簧钢板的厚度mm；－碟簧大小端半径之比；－碟簧大端半径mm。压盘和分离轴承在离合器工作时有轴向移动，支承圈位置不变。在分离和接合状态时根据式3-6得出对应关系式：（3-7）（3-8）可得=0.6875；=1.455。－膜片弹簧与压盘接触处半径，mm；－支承圈平均半径，mm；，－碟簧部分大小端半径。根据3-6，3-7，3-8式可得压紧力和大端变形的关系：(3-9)代入数值可得=206.293-2552.682+9407.79。求得凹点=5.47mm时，=8845.1N；凸点2.78mm时，=10857.65N；拐点4.12mm时，=9856.68N。求得各数据和压紧力和大端变形的曲线图如下。表3-1（N）和（mm）的关系00.5122.78304091.511257061.410255.1810857.6548410819.0844.1255.4766.59990.849856.6771899008.28845.060359108.99952.29625图3-3压紧力和大端变形的曲线图当离合器分离时，分离轴承推力作用于弹簧小端分离指变形量为，有：（3-10）（3-11）可得=1.86；=0.26。注r－分离轴承推力作用半径，mm。根据3-9，3-11可得和的关系：（3-12）可得=15.2563-188.7722+695.765。=0.2653-12.672+180.25。求得凹点=21.16mm时，=650.051N；凸点=10.72mm时，=802.264N；拐点=15.94mm时，=726.204N。表3-2（N）和（mm）的关系0151010.720167.841617.525800.1802.26438911515.942021.1625746.475726.2039884655.4650.050943725.625图3-4推力与小端变形曲线图将3-10式与3-12结合便可得轴承推力和变形量的关系。如图3-5，分离指并非刚性元件，考虑其会产生变形，所以其受载时实际行程为，根据对应关系，变形量：图3-5膜片弹簧分离指受载时变形示意图（3-13）（3-14）（3-15）=1.86；=0.88；=0.767；≈0.0004。注－分离指前部宽度系数；－分离指根部宽度系数；－膜片弹簧小端半径，mm；－膜片弹簧分离指前部最宽处半径，mm；－分离指数目；－分离指前部切槽宽度，mm；－分离指根部切槽宽度，mm。1.1.3膜片弹簧的强度计算前面所说的膜片弹簧载荷与变形的关系是在刚性条件下推导的，即子午截面不变形，据此，截面在o点处的切应力为零，而该点以外的部分则受到切应力如图3-6。图3-6膜片弹簧子午截面及最大应力示意图则截面任意处应力有：（3-16）（3-17）注－中性点o的半径，mm；－膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad；－碟簧部分子午截面的转角，rad。根据参数选择范围，取=11°=0.192rad；=9°=0.157rad；经计算=141.4mm；经过分析，膜片弹簧切向压应力最大的部分在凸面部分的B点，而如图3-6中所示，切向拉应力最大的位置在膜片弹簧凹面的A或者A´点，即外缘点或者内缘点。但是存在两向应力的是B点，并且应力值最高的就是该点，此时离合器处于分离状态的某一点，因此只需计算B点进行校核即可。将B点坐标代入上式3-16，坐标和，然后将前面的求得的数值代入下式得到其切向压应力[12]:(3-18)根据公式的B点坐标=15.4mm，=1.75mm。求得=-989.73N/mm2。令，得到极大值时转角。即极大值发生在碟簧压平以后子午截面再转角度时。如果离合器彻底分离时子午截面转角，，若则取彻底分离时的转角。除以上受力，B点还受分离轴承推力作用的弯曲应力。（3-19）注－分离指数目，取18；－分离指根部宽度，mm，。=0.142。为了使疲劳寿命增加，对内锥面采用的处理方式是喷丸，同时在制造分离指时加入微量金属元素或者对其进行高频淬火提高其耐磨性。膜片弹簧的许用值可取为1400～1600MPa。根据公式(3-20)、（3-21）可求得最大变形和B点当量应力：（3-20）令，求得大端变形量极大值：（3-21）当离合器彻底分离的大端变形时，式（3-20）等于，当时，等于。代入数据求得（3-21）==6.63，而在前面已经求得数据=1.6，即。所以取值=1.6代入（3-12）、（3-20）求得≈257.04N，≈249.59MPa小于许用值。符合要求。1.2扭转减振器1.2.1扭转减振器的功用汽车在工作过程中，车况不断变化，因此从发动机到传动系统的动力传递也会时刻变化。在传动系统工作时就会产生不可避免的振动，扭转减振器通过自身的特性能有效降低传动系的振动，靠弹性元件降低扭转刚度，过滤不需要的振动频率，而阻尼原件则是通过消耗振动能量达到减振降噪的目的[13]。1.2.2扭转减振器的结构类型经过实际应用的经验积累，目前最优的选择就是扭转减振器采用摩擦片做阻尼原件元件，以及使用圆柱螺旋弹簧做弹性元件。同时为了保证摩擦片磨损时还能保持阻尼力矩的稳定即正压力不消失或明显降低，在扭转减振器减振器里可以考虑使用压紧弹簧。1.2.3扭转减振器主要参数选择1.扭转减振器的极限转矩极限转矩代表了其能发挥作用的转矩上限，取决与减振弹簧所能承受的最大变形量，考虑其使用时能应对各种路况，可按下式选择[7]：（3-22）取，得=1.3×340=442N·m。2.角刚度当需要传递足够大的转矩的时候，很难同时满足避开或者减小共振这个条件，所以在经验下按公式（2-23）初选扭转减振器的角刚度：（3-23）所以≤13×442=5764N·m/rad。1.摩擦力矩扭转减振器的摩擦力矩虽然加装了弹性元件来减小振动，但是事实上依然无法避免振动的影响，所以通过对阻尼原件的合理选择，即将摩擦力矩控制在可靠范围，并在范围里选择一个合适的值，以此进一步使振动幅度控制在最小。其选择可按公式：（3-24）取，所以=0.125×340=42.5N·m。4.预紧力矩因为采用的是8个完全一样的弹簧共同作用，所以具有线性特性，因此需要有预紧力矩，可以比同等情况下没有预紧力矩的减振器能承受的转矩范围大，而且极限转角和转矩相同时，有预紧力矩的角刚度更低，更有利于减振器工作。一般情况下与摩擦力矩相等，即42.5N·m。5.极限转角极限转角是减振器主动部分和从动部分允许的最大相对转角，一般取3°～5°，所以取4°。6.安装位置对减振弹簧的安装按下式确定[13]：（3-25)(3-26)取值64mm,则。扭转减振器的总工作负荷=6906.25N，如表3-3示，因为减振弹簧个数取值在8～10取值8个，所以单个减振弹簧工作时的负荷是=861.28N。表3-3减振弹簧个数选择摩擦片外径225～250250～325325～350>3504～66～88～10>107.直径和中径对于减振弹簧中的弹簧钢丝直径以及其减振弹簧本身的中径可按下式选择：（3-27）注-